(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
入力軸部（５１Ａ）、出力軸部（５１Ｂ）、軸方向に移動可能な遊星回転部材（５５）を保持する遊星キャリアー（５６）、ドライブ側伝達部材（５３）、及び、ドリブン側伝達部材（５４，２５４）を備える車両用無段変速機において、
ドライブ側及びドリブン側のそれぞれの軸支部近傍に調圧カム（６３，６８，２６８）を配置し、
前記両調圧カム（６３，６８，２６８）は、ボール（３３，８５，２３３）を対向するカム溝で挟む構造のカムであって、一方のカム溝（８４）を、前記ボール（８５）の半径よりも大きいＲ溝で前記ボール（８５）に１点で接触する形状とし、
他方のカム溝（８３）を、前記ボール（８５）に２点で接触するＶ字溝とし、
前記Ｒ溝は、ドライブ側の前記調圧カム（６３）におけるドライブフェース側のカム溝（８４）であることを特徴とする車両用無段変速機。
【請求項２】
前記調圧カム（６３）には、前記ボール（８５）をガイドするリテイナー（８６）が設けられることを特徴とする請求項１記載の車両用無段変速機。
【請求項３】
前記車両用無段変速機は、単一の回転軸（５１）上にドライブフェース（５３）と該ドライブフェースに対して回転自在に支持されるドリブンフェース（５４，２５４）とを有し、前記回転軸（５１）に対して両フェース間の間隔がシム（７６）により調整されることを特徴とする請求項１または２に記載の車両用無段変速機。
【請求項４】
前記調圧カム（６３）には、潤滑オイル給油のための給油穴（４４）が設けられることを特徴とする請求項２記載の車両用無段変速機。
【請求項５】
入力軸部（５１Ａ）、出力軸部（５１Ｂ）、軸方向に移動可能な遊星回転部材（５５）を保持する遊星キャリアー（５６）、ドライブ側伝達部材（３５３）、及び、ドリブン側伝達部材（２５４）を備える車両用無段変速機において、
ドライブ側及びドリブン側のそれぞれの軸支部近傍に調圧カム（２６８，３６３）を配置し、
ドリブン側の前記調圧カム（２６８）の動きに対してドライブ側の前記調圧カム（３６３）の動きが低下するように、ドリブン側の前記調圧カム（２６８）及びドライブ側の前記調圧カム（３６３）の回転力に対する摩擦力に差を設けたことを特徴とする車両用無段変速機。
【請求項６】
ドリブン側の前記調圧カム（２６８）は転がりカムであり、ドライブ側の前記調圧カム（３６３）は滑りカムであることを特徴とする請求項５記載の車両用無段変速機。
【請求項７】
ドライブ側の前記調圧カム（３６３）は、カム溝（３８３）をカム山（３８５）が滑る構造のカムであって、当該カム溝（３８３）の底部（３８３Ａ）の曲率半径が当該カム山（３８５）の凸部（３８５Ａ）の曲率半径に対して大きいことを特徴とする請求項６記載の車両用無段変速機。
【請求項８】
ドライブ側及びドリブン側の前記調圧カム（６３，６８，２６８，３６３）は、その回転半径を略等しくなるように配置されることを特徴とする請求項１または５に記載の車両用無段変速機。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、遊星回転部材を備えた車両用無段変速機に関する。
【背景技術】
【０００２】
従来、車両用無段変速機において、入力軸と一体に回転するドライブ側伝達部材（サンローラ）と、出力軸と一体に回転するドリブン側伝達部材（アウタリング）と、ドライブ側伝達部材とドリブン側伝達部材との間に圧接され、ドライブ側伝達部材の回転をドリブン側伝達部材に伝達する複数の遊星回転部材（ダブルコーン）と、軸の回転トルクの一部を軸方向を向く推力に変換する調圧カム（サポートカム）とを備え、この調圧カムを入力軸側及び出力軸側の両方に設け、ドリブン側伝達部材及びドライブ側伝達部材を調圧カムによって遊星回転部材に圧接させるものが知られている（例えば、特許文献１参照）。特許文献１のように調圧カムを設けることで、ドリブン側伝達部材及びドライブ側伝達部材と遊星回転部材との間に大きな摩擦力を発生させることができ、無段変速機の伝達効率を向上できる。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００３】
【特許文献１】特開２００２−３７２１１５号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００４】
ところで、車両では、車両の加減速等に伴って無段変速機の入出力トルクが変動し、入出力トルクの変動に追従させて適正な推力を発生させて無段変速機の伝達ロスを低減することが求められる。しかし、上記従来の無段変速機では、入力軸側の調圧カムは入力軸側の近傍に設けられ、一方、出力軸側の調圧カムは、遊星回転部材よりも外周側に位置し、出力軸からは離れた位置に設けられているため、定常回転動作時等に回転変動が生じる際には、出力軸側の調圧カムの動作に対する遠心力の影響が大きくなり、調圧カムの推力が不安定になる可能性がある。このため、入出力トルクの変動が生じた場合に、遊星回転部材に作用する摩擦力に差が生じて、無段変速機の伝達効率が変化してしまうという課題があった。
本発明は、上述した事情に鑑みてなされたものであり、入出力トルクの変動に対して適正なカム推力を発生させて車両用無段変速機の伝達効率を向上できるようにすることを目的とする。
【課題を解決するための手段】
【０００５】
上記目的を達成するため、本発明は、入力軸部（５１Ａ）、出力軸部（５１Ｂ）、軸方向に移動可能な遊星回転部材（５５）を保持する遊星キャリアー（５６）、ドライブ側伝達部材（５３）、及び、ドリブン側伝達部材（５４，２５４）を備える車両用無段変速機において、ドライブ側及びドリブン側のそれぞれの軸支部近傍に調圧カム（６３，６８，２６８）を配置し、前記両調圧カム（６３，６８，２６８）は、ボール（３３，８５，２３３）を対向するカム溝で挟む構造のカムであって、一方のカム溝（８４）を、前記ボール（８５）の半径よりも大きいＲ溝で前記ボール（８５）に１点で接触する形状とし、他方のカム溝（８３）を、前記ボール（８５）に２点で接触するＶ字溝とし、前記Ｒ溝は、ドライブ側の前記調圧カム（６３）におけるドライブフェース側のカム溝（８４）であることを特徴とする。
この構成によれば、両調圧カムの動作に対する遠心力の影響が低減され、車両の加減速に伴うトルクの変動に対して、適正なカム推力を発生させることができるため、ドライブ側伝達部材及びドリブン側伝達部材と遊星回転部材との間の摩擦力が適正になり、車両用無段変速機の伝達効率を向上できる。また、調圧カムの作動時に、ボールがＲ溝に沿うように滑らかに移動することになる。これにより、ボールの挙動及び調圧カムが発生させる推力の変化が滑らかになるため、調圧カムの急な動作に起因するトルクの変動を低減でき、車両用無段変速機の伝達効率を向上できる。さらに、ドライブ側におけるドライブフェース側のカム溝をＲ溝とし、高速回転する部材の入力側がＲ溝であるため、ボールの振動に起因するトルク変動を効果的に低減でき、車両用無段変速機の伝達効率を向上できる。
【０００７】
また、前記調圧カム（６３）には、前記ボール（８５）をガイドするリテイナー（８６）が設けられる構成としても良い。
この場合、ボールをガイドするリテイナーによってボールの動きが安定し、トルクの変動が低減されるため、車両用無段変速機の伝達効率を向上できる。
【０００８】
さらに、前記車両用無段変速機は、単一の回転軸（５１）上にドライブフェース（５３）と該ドライブフェースに対して回転自在に支持されるドリブンフェース（５４，２５４）とを有し、前記回転軸（５１）に対して両フェース間の間隔がシム（７６）により調整される構成としても良い。
この場合、ドライブ側及びドリブン側の両方に調圧カムが設けられたことにより、部品を組み立てた際の寸法のバラツキが生じ易くなるが、回転軸に対して両フェース間の間隔がシムにより調整され、軸方向のガタをシムによって低減できるため、軸方向のガタによるトルクの変動を低減でき、車両用無段変速機の伝達効率を向上できる。
また、前記調圧カム（６３）には、潤滑オイル給油のための給油穴（４４）が設けられる構成としても良い。
この場合、給油穴から給油される潤滑オイルによって調圧カムを効果的に潤滑できるため、適正なカム推力が得られ、車両用無段変速機の伝達効率を向上できる。
【０００９】
また、本発明は、入力軸部（５１Ａ）、出力軸部（５１Ｂ）、軸方向に移動可能な遊星回転部材（５５）を保持する遊星キャリアー（５６）、ドライブ側伝達部材（３５３）、及び、ドリブン側伝達部材（２５４）を備える車両用無段変速機において、ドライブ側及びドリブン側のそれぞれの軸支部近傍に調圧カム（２６８，３６３）を配置し、ドリブン側の前記調圧カム（２６８）の動きに対してドライブ側の前記調圧カム（３６３）の動きが低下するように、ドリブン側の前記調圧カム（２６８）及びドライブ側の前記調圧カム（３６３）の回転力に対する摩擦力に差を設けた構成としても良い。
この場合、ドリブン側の調圧カムの動きに対してドライブ側の調圧カムの動きが低下するように、ドリブン側の調圧カム及びドライブ側の調圧カムの回転力に対する摩擦力に差を設けたため、ドライブ側の調圧カムの動きを減衰できる。このため、入出力トルクの変動に対して適正なカム推力を発生させて車両用無段変速機の伝達効率を向上できる。
【００１０】
また、ドリブン側の前記調圧カム（２６８）は転がりカムであり、ドライブ側の前記調圧カム（３６３）は滑りカムである構成としても良い。
この場合、ドリブン側の調圧カムは転がりカムであり、ドライブ側の調圧カムは滑りカムであるため、ドライブ側の調圧カムの動きが低下するようにドリブン側の調圧カム及びドライブ側の調圧カムの回転力に対する摩擦力に差を設けることができる。このため、入出力トルクの変動に対して適正なカム推力を発生させて車両用無段変速機の伝達効率を向上できる。
さらに、ドライブ側の前記調圧カム（３６３）は、カム溝（３８３）をカム山（３８５）が滑る構造のカムであって、当該カム溝（３８３）の底部（３８３Ａ）の曲率半径が当該カム山（３８５）の凸部（３８５Ａ）の曲率半径に対して大きい構成であっても良い。
この場合、カム溝の底部の曲率半径がカム山の凸部の曲率半径に対して大きく、カム山がカム溝に対して滑らかに滑ることができるため、ドライブ側の調圧カムが安定して動作する。このため、入出力トルクの変動に対して適正なカム推力を発生させて車両用無段変速機の伝達効率を向上できる。
また、ドライブ側及びドリブン側の前記調圧カム（６３，６８，２６８，３６３）は、その回転半径を略等しくなるように配置される構成であっても良い。
【発明の効果】
【００１１】
本発明に係る車両用無段変速機では、調圧カムが、その回転半径を略等しくなるようにドライブ側及びドリブン側の軸支部近傍に配置され、トルク変動に対し、両調圧カムが軸支部近傍において略等しい回転半径上で略等しく作用する。これにより、両調圧カムの動作に対する遠心力の影響が低減され、車両の加減速に伴うトルクの変動に対して、適正なカム推力を発生させることができるため、ドライブ側伝達部材及びドリブン側伝達部材と遊星回転部材との間の摩擦力が適正になり、車両用無段変速機の伝達効率を向上できる。
また、調圧カムの作動時に、ボールがＲ溝に沿うように滑らかに移動するため、ボールの挙動及び調圧カムが発生させる推力の変化が滑らかになる。このため、調圧カムの急な動作に起因するトルクの変動を低減でき、車両用無段変速機の伝達効率を向上できる。
【００１２】
また、高速側カムにおけるドライブフェース側のカム溝をＲ溝としたため、ボールの振動に起因するトルク変動を効果的に低減でき、伝達効率を向上できる。
さらに、リテイナーによってボールの動きが安定し、トルクの変動が低減されるため、伝達効率を向上できる。
また、両フェース間の間隔がシムにより調整され、軸方向のガタをシムによって低減できるため、軸方向のガタによるトルクの変動を低減でき、伝達効率を向上できる。
また、給油穴から給油される潤滑オイルによって調圧カムを効果的に潤滑できるため、適正なカム推力が得られ、伝達効率を向上できる。
【００１３】
また、ドリブン側の調圧カムの動きに対してドライブ側の調圧カムの動きが低下するように、ドリブン側の調圧カム及びドライブ側の調圧カムの回転力に対する摩擦力に差を設けたため、ドライブ側の調圧カムの動きを減衰できる。このため、入出力トルクの変動に対して適正なカム推力を発生させて車両用無段変速機の伝達効率を向上できる。
さらに、ドリブン側の調圧カムは転がりカムであり、ドライブ側の調圧カムは滑りカムであるため、ドライブ側の調圧カムの動きが低下するようにドリブン側の調圧カム及びドライブ側の調圧カムの回転力に対する摩擦力に差を設けることができる。
また、カム溝の底部の曲率半径がカム山の凸部の曲率半径に対して大きく、カム山がカム溝に対して滑らかに滑ることができるため、ドライブ側の調圧カムの動作が安定する。
【図面の簡単な説明】
【００１４】
【図１】本発明の第１の実施の形態に係る車両用無段変速機を備えたエンジンの断面図である。
【図２】無段変速機がロー変速比にある状態を示す断面図である。
【図３】無段変速機がトップ変速比にある状態を示す断面図である。
【図４】図２における変速部の拡大図である。
【図５】図４において入力側トルクカムを変速機軸に直交するＺ方向から見た拡大断面図である。
【図６】入力側トルクカムに回転力が作用した状態を示す断面図である。
【図７】取付け角度とレシオ幅との関係を示す図である。
【図８】変速部を変速機軸の軸方向から見た断面図である。
【図９】第２の実施の形態における変速部の拡大図である。
【図１０】第３の実施の形態における変速部の拡大図である。
【図１１】図１０において入力側トルクカムを変速機軸に直交するＺ方向から見た拡大断面図である。
【図１２】トルクハンチングの発生条件を示す図である。
【図１３】トルクハンチングによる変位量を示す図である。
【図１４】第４の実施の形態の入力側トルクカムを示す断面図である。
【発明を実施するための形態】
【００１５】
以下、本発明の実施の形態に係る車両用無段変速機について図面を参照して説明する。
【００１６】
［第１の実施の形態］
図１は、本発明の第１の実施の形態に係る車両用無段変速機を備えたエンジンの断面図である。
図１に示すように、自動二輪車等の車両に搭載されるエンジン１０は、クランクケース１１を有し、クランクケース１１内には、クランク軸１２が収容されるクランク室１３、及び、無段変速機５０（車両用無段変速機）が収容される変速機室１４が画成されている。クランク軸１２は、クランク室１３の左右の壁部にそれぞれ設けられたベアリング１５に回転自在に軸支され、車幅方向に延びている。クランク軸１２の一端側には発電機１６が設けられ、クランク軸１２の他端には自動遠心クラッチ１７が設けられている。クランク軸１２の中央部にはクランクウェブ１８が設けられ、クランクウェブ１８には、クランクピン１９を介してコンロッド２０が連結されている。
【００１７】
自動遠心クラッチ１７は、クランク軸１２と一体に回転する切り替え部１７Ａと、クランク軸１２上にクランク軸１２に対して回転自在に軸支される出力歯車１７Ｂとを有し、切り替え部１７Ａの回転数が所定値以上となったときに出力歯車１７Ｂにクランク軸１２の動力が伝達されるようになる自動式のクラッチである。自動遠心クラッチ１７の側方はクラッチカバー２１で覆われ、発電機１６の側方は発電機カバー２２で覆われている。
【００１８】
変速機室１４はクランク室１３の後部に連なるケーシング２３内に設けられている。無段変速機５０は、ケーシング２３の左右の側壁２３Ａ，２３Ｂに跨ってクランク軸１２と平行に延びる変速機軸５１（回転軸）と、変速機軸５１に設けられる変速部５２とを有している。
変速機軸５１は、左右の側壁２３Ａ，２３Ｂに設けられたボールベアリング２４Ａ，２４Ｂを介して回転自在に支持され、変速機軸５１における自動遠心クラッチ１７側の端はケーシング２３の外側まで延び、この端には、自動遠心クラッチ１７の出力歯車１７Ｂに常時噛み合う入力歯車２５が固定されている。
【００１９】
変速機室１４には、変速機軸５１と平行に延びる減速軸２６及び最終出力軸２７が設けられている。減速軸２６は、変速部５２の出力側に噛み合う被動歯車２６Ａと、最終出力軸２７に固定された被動歯車２７Ａに噛み合う駆動歯車２６Ｂとを有している。最終出力軸２７の端に形成された出力軸端部２７Ｂはケーシング２３の外側に延び、出力軸端部２７Ｂには、ドライブスプロケット２８が固定されている。ドライブスプロケット２８と後輪（不図示）との間には駆動チェーン２９が掛け渡される。
【００２０】
図２は、無段変速機５０がロー変速比にある状態を示す断面図である。図３は、無段変速機５０がトップ変速比にある状態を示す断面図である。
図１〜図３に示すように、無段変速機５０では、変速機軸５１上で変速部５２を操作することで、ロー変速比とトップ変速比との間で無段階に変速比を変更することができる。
変速機軸５１は軸芯に中空部４２を有し、中空部４２には、オイルポンプ（不図示）から潤滑オイルが供給される。変速機軸５１は、中空部４２を外周面に連通させる油孔４３を複数有し、油孔４３を通った潤滑オイルは、無段変速機５０の各部に供給される。
【００２１】
変速部５２は、変速機軸５１と一体に回転するドライブ側伝達部材５３（ドライブフェース）と、変速機軸５１に相対回転自在に支承されるドリブン側伝達部材５４（ドリブンフェース）と、ドライブ側伝達部材５３とドリブン側伝達部材５４との間に設けられ動力を伝達する複数の遊星回転部材５５と、変速機軸５１の軸方向に移動可能な遊星キャリアー５６と、遊星キャリアー５６に設けられ各遊星回転部材５５を軸支する複数の遊星支持軸５７とを備えて構成される。
ドライブ側伝達部材５３は単一の軸である変速機軸５１に一体に設けられ、ドリブン側伝達部材５４は、変速機軸５１に軸支されてドライブ側伝達部材５３に対して回転自在である。
【００２２】
ドライブ側伝達部材５３は、変速機軸５１の外周面から径方向に突出する円板状受け部６０と、変速機軸５１に嵌合されるリング状の駆動回転部材６１とを有している。円板状受け部６０と駆動回転部材６１とは、円板状受け部６０と駆動回転部材６１との間に設けられる入力側トルクカム６３（調圧カム）によって連結され、一体に回転する。駆動回転部材６１の外周面には、遊星回転部材５５に接触する摩擦接触面６１Ａが形成されている。
変速機軸５１において、入力歯車２５側からドライブ側伝達部材５３近傍までの部分は、クランク軸１２から動力が入力される入力軸部５１Ａ（入力軸）として機能する。
【００２３】
ドリブン側伝達部材５４は、ドライブ側伝達部材５３側に開放した椀状に形成される従動回転部材６４と、減速軸２６の被動歯車２６Ａに噛み合う出力歯車部６５とを有している。従動回転部材６４は、変速機軸５１の外周に設けられるニードルベアリング６６を介して変速機軸５１に対して相対回転可能に設けられている。出力歯車部６５は、変速機軸５１の外周に設けられるアンギュラーコンタクトベアリング６７を介して変速機軸５１に対して相対回転可能に設けられている。従動回転部材６４と出力歯車部６５とは、従動回転部材６４と出力歯車部６５との間に設けられる出力側トルクカム６８（調圧カム）によって連結され、一体に回転する。
変速機軸５１において、ドリブン側伝達部材５４側から側壁２３Ａまでの部分は、クランク軸１２からの動力を被動歯車２６Ａを介して減速軸２６に出力する出力軸部５１Ｂ（出力軸）として機能する。
【００２４】
従動回転部材６４は、ニードルベアリング６６に支持される円筒状の基部６９と、基部６９から径方向に延びる円板部７０と、円板部７０からドライブ側伝達部材５３側へ延びる円筒状の筒部７１とを有している。筒部７１の内周面には、遊星回転部材５５に接触する摩擦接触面７１Ａが形成されている。
【００２５】
出力歯車部６５は円筒状に形成され、出力歯車部６５における側壁２３Ａ側の端の内周には、アンギュラーコンタクトベアリング６７が収容されるベアリング収容部７２が形成されている。ベアリング収容部７２は段状に形成されており、アンギュラーコンタクトベアリング６７は、その外周面６７Ａ及び側面６７Ｂがベアリング収容部７２に当接した状態で配置されている。
出力歯車部６５は、従動回転部材６４の基部６９の外周面に沿うように基部６９の外側を延びる押圧片７３を有している。押圧片７３の先端と円板部７０との間には、従動回転部材６４をドライブ側伝達部材５３側に付勢する皿ばね７４が介装されている。従動回転部材６４は皿ばね７４によって常にドライブ側伝達部材５３側に押し付けられている。
【００２６】
変速機軸５１上においてボールベアリング２４Ａとアンギュラーコンタクトベアリング６７との間には、エンジン１０の各部にオイルを送出するオイルポンプ（不図示）を駆動するポンプ駆動歯車７５が固定されている。
ポンプ駆動歯車７５とアンギュラーコンタクトベアリング６７との間には、リング状のシム７６が固定されている。シム７６は、変速機軸５１に嵌め込まれるコッタ（不図示）によって軸方向に固定されている。
【００２７】
遊星キャリアー５６は、従動回転部材６４側に向かって小径になる円錐状の第１キャリア半体７７と、円板状に形成され第１キャリア半体７７を支持する第２キャリア半体７８とを備えて構成されている。遊星キャリアー５６は、第１キャリア半体７７の先端側の内周面、及び、第２キャリア半体７８の内周面にニードルベアリング７９をそれぞれ有し、ニードルベアリング７９を介して変速機軸５１に対し回転可能かつ軸方向に摺動可能となっている。
【００２８】
ケーシング２３の右の側壁２３Ｂには、側壁２３Ｂを貫通して変速機軸５１と略平行に延びるガイド軸３０が設けられている。第２キャリア半体７８は、ガイド軸３０が挿通されるガイド孔部７８Ｂを有し、ガイド軸３０によって変速機軸５１の軸方向への移動をガイドされるとともに、変速機軸５１に対する相対回転を規制されている。すなわち、遊星キャリアー５６は、変速機軸５１の軸方向に移動可能であるが、変速機軸５１の軸回りには回転しない。また、遊星キャリアー５６がガイド軸３０に規制されて回転しないため、遊星キャリアー５６に支持されている遊星支持軸５７も、ケーシング２３に対して変速機軸５１の軸回りに回り止めされていることになる。
また、第２キャリア半体７８の後面には、変速機軸５１の軸方向に延びる被動ねじ部７８Ａが設けられている。
【００２９】
第１キャリア半体７７の外周面には、その周方向に等間隔をあけて複数の窓孔が形成されている。各遊星支持軸５７は変速機軸５１の軸線を中心線とする円錐母線に沿って上記窓孔に重なるように配置され、遊星回転部材５５は外周側の一部が上記窓孔から露出するように遊星支持軸５７に支持される。すなわち、遊星回転部材５５は、従動回転部材６４の側に頂点を有し変速機軸５１の軸線を中心線とする円錐の円錐母線に沿うように傾斜しており、ドライブ側伝達部材５３側に行くほど径方向に広がるように傾斜して配置されている。
【００３０】
第１キャリア半体７７には、遊星支持軸５７の従動回転部材６４側の端を支持する止まり穴の先端側支持穴８０と、遊星支持軸５７のドライブ側伝達部材５３側の端を支持する基端側支持孔８１とが形成されている。遊星支持軸５７は基端側支持孔８１側から挿入され、基端側支持孔８１及び先端側支持穴８０の両方の嵌合部に隙間嵌合により固定される。遊星支持軸５７は隙間嵌合によって所定の隙間を有して嵌合されているため、遊星支持軸５７に作用する力に応じて基端側支持孔８１及び先端側支持穴８０内でわずかに移動することができる。ここで、一例として、遊星支持軸５７の直径は６ｍｍであり、この場合、基端側支持孔８１及び先端側支持穴８０の内径は、遊星支持軸５７の直径よりも１μｍ〜１６μｍだけ大きく設定される。
第１キャリア半体７７及び遊星支持軸５７は、遊星支持軸５７が隙間嵌合することで、遊星支持軸５７が移動可能な調整機構を構成している。
【００３１】
遊星回転部材５５は、その軸方向の中央部が大径で両端部が小径となるテーパ状に形成された筒状部材であり、駆動回転部材６１の摩擦接触面６１Ａに接触する第１テーパ面５５Ａと、従動回転部材６４の摩擦接触面７１Ａに接触する第２テーパ面５５Ｂと、遊星回転部材５５中央部をその軸方向に貫通する支持孔５５Ｃとを有している。図２に示すように、遊星支持軸５７の中心を通る側方断面視では、第１テーパ面５５Ａ及び第２テーパ面５５Ｂにおいて互いに対向する辺は、平行となっている。
支持孔５５Ｃの両端部には、一対のニードルベアリング８２，８２が設けられ、駆動回転部材６１はニードルベアリング８２，８２を介して遊星支持軸５７に相対回転可能かつ軸方向に摺動可能に設けられている。
【００３２】
遊星キャリアー５６とボールベアリング２４Ｂとの間には、変速機軸５１上で回転自在な駆動ねじ部４０が設けられている。駆動ねじ部４０は、ボールベアリング４１を介して回転自在に設けられ、遊星キャリアー５６の被動ねじ部７８Ａに螺合されている。駆動ねじ部４０は、不図示の駆動モータによって減速機構を介して回転駆動され、駆動ねじ部４０が回転することで被動ねじ部７８Ａに軸方向へ移動する力が作用し、遊星キャリアー５６が変速機軸５１の軸方向に移動される。すなわち、無段変速機５０では、遊星回転部材５５を支持する遊星キャリアー５６を、上記駆動モータの駆動によって変速機軸５１の軸方向に移動させることができ、これにより、変速比の変更が行われる。
【００３３】
図２及び図３に示すように、駆動回転部材６１の摩擦接触面６１Ａと遊星回転部材５５の第１テーパ面５５Ａとの接触点から変速機軸５１の軸線まで距離をＡ、摩擦接触面６１Ａと第１テーパ面５５Ａとの接触点から遊星支持軸５７の軸線までの距離をＢ、従動回転部材６４の摩擦接触面７１Ａと遊星回転部材５５の第２テーパ面５５Ｂとの接触点から遊星支持軸５７の軸線までの距離をＣ、従動回転部材６４の摩擦接触面７１Ａと遊星回転部材５５の第２テーパ面５５Ｂとの接触点から変速機軸５１の軸線まで距離をＤとし、駆動回転部材６１の回転数をＮＩ、従動回転部材６４の回転数をＮＯとし、変速比ＲをＲ＝ＮＩ／ＮＯとしたときに、
Ｒ＝ＮＩ／ＮＯ＝（Ｂ／Ａ）×（Ｄ／Ｃ）となる。
ここで、第１の実施の形態では、遊星キャリアー５６が変速機軸５１の軸方向に移動したとしても距離Ａ、Ｄは一定であり変化しない。従って、変速比Ｒは次式となる。
Ｒ＝Ｂ／Ｃ
【００３４】
そして、上記駆動モータの駆動によって、図２に示すように、遊星キャリアー５６が従動回転部材６４に近接する方向に移動されると、距離Ｂが大きくなるとともに距離Ｃが小さくなり、変速比Ｒは大きくなる。すなわち、距離Ｂが最大かつ距離Ｃが最小となる図２の状態がロー変速比である。
また、上記駆動モータの駆動によって、図３に示すように、遊星キャリアー５６が従動回転部材６４から離れる方向に移動されると、距離Ｂが小さくなるとともに距離Ｃが大きくなり、変速比Ｒは小さくなる。すなわち、距離Ｂが最小かつ距離Ｃが最大となる図３の状態がトップ変速比である。
【００３５】
変速機軸５１は、クランク軸１２からの動力により回転し、変速機軸５１と一体に回転するドライブ側伝達部材５３が各遊星回転部材５５を回転させ、変速比Ｒに応じて変速された回転が各遊星回転部材５５を介してドリブン側伝達部材５４に伝達され、ドリブン側伝達部材５４の回転は、出力歯車部６５を介して減速軸２６に伝達され、減速軸２６は、最終出力軸２７を駆動する。
【００３６】
図４は、図２における変速部５２の拡大図である。
次に、入力側トルクカム６３及び出力側トルクカム６８について説明する。
入力側トルクカム６３及び出力側トルクカム６８は、変速機軸５１側から伝達される回転力（トルク）の一部を変速機軸５１の軸方向の推力に変換し、ドライブ側伝達部材５３及びドリブン側伝達部材５４を、遊星回転部材５５に押し付けるために設けられている。この推力により、摩擦接触面６１Ａと第１テーパ面５５Ａとの間の接触圧、及び、摩擦接触面７１Ａと第２テーパ面５５Ｂとの間の接触圧を得ることができ、接触圧に生じる摩擦力によって、遊星回転部材５５、ドライブ側伝達部材５３及びドリブン側伝達部材５４との間で回転が伝達される。
ここで、無段変速機５０を減速機として使用する場合、出力側トルクカム６８は低速側のトルクカムとなり、出力側トルクカム６８よりも高速で回転する入力側トルクカム６３は高速側のトルクカムとなる。
【００３７】
図４に示すように、駆動回転部材６１は、変速機軸５１に形成された円板状受け部６０の軸方向の端面６０Ａに対向する対向面６１Ｂを有している。入力側トルクカム６３は、端面６０Ａ及び対向面６１Ｂにそれぞれ複数設けられたカム溝８３及びカム溝８４間にボール８５が狭持されて構成されている。カム溝８３及びカム溝８４は、端面６０Ａ及び対向面６１Ｂの周方向に略等間隔をあけて円環状の並びとなるように複数並べて配置され、各カム溝３１，３２間にボール８５がそれぞれ狭持されている。
【００３８】
図５は、図４において入力側トルクカム６３を変速機軸５１に直交するＺ方向から見た拡大断面図である。ここで、図５では、入力側トルクカム６３に回転力が作用していない状態が示されている。
図４及び図５に示すように、端面６０Ａと対向面６１Ｂとの間には、ボール８５が狭持された状態で隙間Ｓが設けられており、この隙間Ｓには、変速機軸５１に挿通されるリング状のリテイナー８６が配置されている。リテイナー８６は、各ボール８５の位置に対応して周方向に略等間隔をあけて形成された円形のボール支持孔８７を複数有し、ボール支持孔８７にはボール８５が収容されている。リテイナー８６の中央には、変速機軸５１が挿通される挿通孔８６Ａが形成されている。
【００３９】
対向面６１Ｂに形成されるカム溝８３は、Ｖ字状に形成されたＶ字溝であり、Ｖ字を構成する２つの平面８３Ａ，８３Ａでボール８５に接触している。カム溝８３では、Ｖ字溝の底部８３Ｂよりも対向面６１Ｂ側に位置する２点でボール８５に接触しており、ボール８５は、底部８３Ｂに接触しない。
【００４０】
端面６０Ａに形成されるカム溝８４は、略Ｖ字状に形成された溝であるが、ボール８５の半径よりも大きい曲率半径を有する曲面部８４Ａを底部に備えたＲ溝である。すなわち、カム溝８４は、曲面部８４Ａと、曲面部８４Ａと端面６０Ａとを繋ぐ直線状に延びる２つの平面部８４Ｂ，８４Ｂとを有している。入力側トルクカム６３にほとんどトルクが作用していない状態では、ボール８５は曲面部８４Ａに１点で接触しており、平面部８４Ｂ，８４Ｂには接触していない。
【００４１】
図２に示すように、変速機軸５１には、中空部４２を隙間Ｓに連通させる給油穴４４が形成されており、潤滑オイルは給油穴４４を介して入力側トルクカム６３に直接供給される。このため、入力側トルクカム６３を効果的に潤滑でき、入力側トルクカム６３の追従性を向上できる。
【００４２】
図６は、入力側トルクカム６３に回転力が作用した状態を示す断面図である。
入力側トルクカム６３に回転力が作用すると、円板状受け部６０と駆動回転部材６１との間で相対回転が生じ、円板状受け部６０と駆動回転部材６１との相対位置は、ボール８５によって規制され、駆動回転部材６１は、ボール８５を介して円板状受け部６０の回転動力を受けて回転する。この状態では、ボール８５は、一方の平面８３Ａと、この平面８３Ａに対向する平面部８４Ｂ側の曲面部８４Ａに接触し、各接触点では、駆動回転部材６１を回転させるトルクＴ１、及び、トルクＴ１の大きさに応じて発生する軸方向の推力Ｆ１が生じている。この推力Ｆ１によって、駆動回転部材６１は軸方向に変形するようにしてわずかに変位し、駆動回転部材６１が遊星回転部材５５に押し付けられるとともに、遊星回転部材５５がドリブン側伝達部材５４に押し付けられるため、摩擦接触面６１Ａと第１テーパ面５５Ａとの間の接触圧、及び、摩擦接触面７１Ａと第２テーパ面５５Ｂとの間の接触圧を十分に確保できる。
【００４３】
カム溝８４では、ボール８５は、曲面部８４Ａの中央に１点接触で底付いた状態（図５）から、ボール８５の半径よりも大きい曲率半径を有する曲面部８４Ａ（図６）に沿って滑らかに移動するため、カム溝８３において平面８３Ａに沿ってボール８５が移動する場合に比して、カム溝８４の部分では推力Ｆ１の増加が緩やかになる。このため、入力側トルクカム６３では、トルク変動に対する推力Ｆ１の変動が緩和されることになる。ここで、トルク変動は、車両の運転状態の変化によって生じるものであり、変速比Ｒの変更等によって生じる。
また、リテイナー８６は、ボール８５の中心に略一致する位置に配置され、ボール８５の移動を許容しつつボール８５を保持しており、トルク変動に対してボール８５が過度に移動することを抑制している。このため、リテイナー８６を用いることで、トルク変動に対する推力Ｆ１の変動を緩和することができる。
【００４４】
無段変速機５０においては、摩擦接触面６１Ａ及び摩擦接触面７１Ａの接触圧が高ければ、摩擦接触面６１Ａ及び摩擦接触面７１Ａと遊星回転部材５５との間の滑りを抑制でき、動力の伝達効率を向上できる。しかし、上記接触圧が過大である場合、動力損失が低下するとともに、接触面の負荷が増加することになるため、変速部５２に作用するトルクに応じて接触圧が設定されることが望ましい。第１の実施の形態では、入力側トルクカム６３を用いることで、推力Ｆ１は、トルクＴ１が大きいほど大きくなり、負荷トルクに応じた推力Ｆ１を発生させることができるため、例えばばねによって一定の推力を作用させる構成に比して、特に低負荷時の接触圧を低く設定でき、低負荷時の伝達効率の向上及び接触面の負荷の低減を図ることができる。
【００４５】
図４に示すように、出力歯車部６５は、ドリブン側伝達部材５４における基部６９の軸方向の端面６９Ａに対向する対向面６５Ａを有している。出力側トルクカム６８は、端面６９Ａ及び対向面６５Ａにそれぞれ複数設けられたカム溝３１とカム溝３２との間にボール３３が狭持されて構成されている。詳細には、カム溝３１及びカム溝３２は、端面６９Ａ及び対向面６５Ａの周方向に略等間隔をあけて複数並べて円環状に配置され、各カム溝３１，３２間にボール３３がそれぞれ狭持されている。ここで、カム溝３１は、図５に示した曲面部８４Ａを有するカム溝８４と同様のＲ溝であり、カム溝３２は、カム溝８３と同様のＶ字溝である。
【００４６】
出力側トルクカム６８に回転力が作用すると、ドリブン側伝達部材５４と出力歯車部６５との間で相対回転が生じ、ドリブン側伝達部材５４と出力歯車部６５との回転方向の相対位置は、ボール３３によって規制され、出力歯車部６５は、ボール３３を介してドリブン側伝達部材５４の回転動力を受けて回転する。この状態では、出力側トルクカム６８では、駆動回転部材６１を回転させるトルク、及び、このトルクの大きさに応じて発生する軸方向の推力Ｆ２（図４）が生じている。この推力Ｆ２によって、ドリブン側伝達部材５４が軸方向にわずかに変位して遊星回転部材５５に押し付けられるとともに、遊星回転部材５５が駆動回転部材６１に押し付けられるため、摩擦接触面７１Ａと第２テーパ面５５Ｂとの間の接触圧、及び、摩擦接触面６１Ａと第１テーパ面５５Ａとの間の接触圧を十分に確保できる。
また、ドリブン側伝達部材５４は、皿ばね７４によっても遊星回転部材５５側に押し付けられている。
【００４７】
第１の実施の形態では、遊星回転部材５５に対し、変速機軸５１の軸方向の両側に入力側トルクカム６３及び出力側トルクカム６８を設け、推力Ｆ１，Ｆ２によって駆動回転部材６１及びドリブン側伝達部材５４を入力側及び出力側の両側から押し付けるため、片側のみにトルクカムを設けて片側から推力を発生させる場合に比して、推力の追従性を向上できる。すなわち、入力側及び出力側の両側から推力Ｆ１，Ｆ２を発生させることで、要求される接触圧が得られる推力を得やすくなり、遊星回転部材５５の滑りを低減して、無段変速機５０の伝達効率を向上できる。また、トルクカムの追従性が低い場合、要求される接触圧よりも余裕を見たより高い接触圧が得られるようにトルクカムの推力の設定値を大きくする必要があるが、第１の実施の形態では両側にトルクカムを設けることで推力の追従性が高くなっているため、トルクカム６３，６８の推力の設定値を小さくして接触圧を小さくできる。このため、伝達効率を向上できるとともに、接触面の負荷を低減できる。
さらに、入力側トルクカム６３及び出力側トルクカム６８が分散して設けられることで、トルクカム６３，６８を小型化して配置できるとともに、入力側トルクカム６３及び出力側トルクカム６８に作用する反力が小さくなり、無段変速機５０の振動を低減できる。
【００４８】
ところで、変速部５２で発生するトルク変動は、車両の加減速等の変動に伴って入力側及び出力側の両方から発生し、このトルク変動に伴って推力Ｆ１，Ｆ２の大きさは変化する。このため、トルク変動が断続的に発生すると推力Ｆ１，Ｆ２が不安定になり、その結果、遊星回転部材５５に対する接触圧が変動したり、変速部５２に振動が発生したりしてしまうことがあり、ここでは、この現象をトルクハンチングと呼ぶ。
しかし、無段変速機５０においては、入力側トルクカム６３及び出力側トルクカム６８が曲面部８４Ａを有し、ボール８５、３３が曲面部８４Ａに沿って緩やかに移動することで推力Ｆ１，Ｆ２の増減を緩やかにできる。このため、トルク変動に伴うトルクハンチングを抑制でき、伝達効率を向上できるとともに、振動を低減できる。
また、曲面部８４Ａは、入力側トルクカム６３の円板状受け部６０に設けられており、高速回転して高負荷がかかる部分に設けられているため、ボール８５の振動に起因するトルク変動を効果的に低減でき、伝達効率を向上できる。
さらに、リテイナー８６がトルク変動に対する推力Ｆ１の変動を緩和するため、トルクハンチングを抑制できる。ここで、リテイナー８６は出力側トルクカム６８にも設けられても良い。
【００４９】
また、変速部５２を構成する各部材間において、寸法公差等の誤差に起因する変速機軸５１の軸方向のクリアランス（間隔）が大きい場合、これら各部材が軸方向に移動してガタツキが生じ、トルクハンチングが発生する要因となる。第１の実施の形態では、変速機軸５１にシム７６を固定することでアンギュラーコンタクトベアリング６７をドリブン側伝達部材５４側に押圧するため、上記各部材間のクリアランスを詰めることができる。詳細には、シム７６は板厚違いで複数設けられており、変速部５２を組み付ける際には上記クリアランスが実測され、このクリアランスを最適にできる板厚のシム７６が選択されて変速機軸５１に固定される。これにより、トルクハンチングの発生を抑制できる。
【００５０】
さらに、遊星支持軸５７が第１キャリア半体７７に隙間嵌合により固定されるため、遊星支持軸５７は第１キャリア半体７７内で隙間に対応する分だけ動くことができる。これにより、遊星支持軸５７に支持される遊星回転部材５５も動くことができ、変速部５２の歪みや寸法バラツキによる寸法誤差を遊星回転部材５５が動くことで吸収できる。これにより、変速部５２を構成する各部材のガタツキを低減できるため、トルクハンチングの発生を抑制できる。
【００５１】
図４に示すように、入力側トルクカム６３及び出力側トルクカム６８は、変速機軸５１が入力側トルクカム６３及び出力側トルクカム６８を支持する軸支部の近傍に設けられており、その回転半径が略等しくなるように設けられている。詳細には、入力側トルクカム６３及び出力側トルクカム６８は、変速機軸５１の径方向において、ボール８５及びボール３３の位置が、遊星回転部材５５の中心Ｏよりも内側で、変速機軸５１の外周面の近傍において略等しくなるように構成されている。これにより、入力側トルクカム６３及び出力側トルクカム６８が、変速機軸５１の回転中心の近傍で回転するため、両トルクカム６３，６８の動作に対する遠心力の影響が低減され、車両の加減速に伴うトルクの変動に対して、適正なカム推力を発生させることができる。その結果、トルクの変動による伝達効率の変化を抑制できる。
また、両トルクカム６３，６８が略等しい回転半径で略同一に作用するため、入力側及び出力側で発生する推力の大きさを略均一化でき、トルクの変動に対して、入力側トルクカム６３及び出力側トルクカム６８を略等しく追従させることができる。
【００５２】
変速部５２は、単一の軸である変速機軸５１に、ドライブ側伝達部材５３、遊星回転部材５５及びドリブン側伝達部材５４を設けているため、変速部５２の組み付け精度及び組付性を向上できる。また、変速機軸５１が単一の軸であるため、変速機軸５１を介してクランク軸１２側と最終出力軸２７側との間で振動が伝達され易くなることが考えられるが、変速部５２に入力側トルクカム６３及び出力側トルクカム６８が設けられており、この２個所のトルクカム６３，６８で振動を緩和させることができるため、エンジン１０の振動を全体的に低減できる。
【００５３】
図４に示すように、遊星回転部材５５は、変速機軸５１に対して傾斜して設けられている。ここでは、変速機軸５１の軸線と遊星支持軸５７の軸線とが交差する角度を取付け角度Ｘとする。また、摩擦接触面６１Ａと第１テーパ面５５Ａとの接触部Ｐにおいて、第１テーパ面５５Ａに対して略垂直に作用する接触圧を接触圧Ｐ１とし、摩擦接触面７１Ａと第２テーパ面５５Ｂとの接触部Ｑにおいて、第２テーパ面５５Ｂに対して略垂直に作用する接触圧を接触圧Ｑ１とする。また、接触圧Ｐ１の作用する方向の延長線と接触圧Ｑ１の作用する方向の延長線との間の距離をオフセットＵとする。
【００５４】
図７は、取付け角度Ｘとレシオ幅との関係を示す図である。ここで、レシオ幅Ｗは、ロー変速比とトップ変速比との比であり、このレシオ幅Ｗが大きいほど、変速比の範囲が大きくなる。
変速部５２においては、図７に示すように、遊星回転部材５５の取付け角度Ｘが大きくなると、摩擦接触面６１Ａ，７１Ａ内部における遊星回転部材５５とドライブ側伝達部材５３及びドリブン側伝達部材５４との間での滑りが大きくなる。一方、取付け角度Ｘが小さくなる程、遊星回転部材５５とドライブ側伝達部材５３及びドリブン側伝達部材５４との間での滑りが減少し、伝達効率は高くなる。
レシオ幅Ｗは、４１度付近までは取付け角度Ｘが大きくなるほど増加し、それ以上の角度では小さくなる。
また、取付け角度Ｘが小さくなる程、遊星支持軸５７が占める変速機軸５１の軸方向のスペースが大きくなるため、変速部５２が軸方向に大型化することになる。
【００５５】
第１の実施の形態では、取付け角度Ｘを４１°に設定している。これにより、高い伝達効率と大きなレシオ幅Ｗを両立できるとともに、変速部５２の軸方向の大きさを小型化することができる。取付け角度Ｘは、伝達効率、レシオ幅Ｗ及び変速部５２の軸方向の小スペース性を向上できる３０°〜４１°の範囲に設定することが望ましい。
さらに、取付け角度Ｘを４５°より小さい鋭角に設定することで、オフセットＵを小さくすることができる。オフセットＵが大きい場合、図４に示すように、遊星回転部材５５を遊星支持軸５７対してこじるように回転させる回転モーメントＭの大きさが大きくなり、フリクションが大きくなる。第１の実施の形態では、取付け角度Ｘを４５°より小さい鋭角にすることで、オフセットＵを小さくして回転モーメントＭを小さくでき、フリクションが低下するため、伝達効率を向上できる。
さらに、変速部５２がトルク変動等によって微小に変形した場合、変速レシオも変化するが、取付け角度Ｘを４５°より小さくすることで、変速部５２の変形が変速レシオに与える影響を低減でき、変速レシオの制御が容易になる。
【００５６】
図８は、変速部５２を変速機軸５１の軸方向から見た断面図である。
図８に示すように、遊星回転部材５５は、変速機軸５１の周方向に等間隔に５個が並べて設けられている。従動回転部材６４の摩擦接触面７１Ａと遊星回転部材５５の第２テーパ面５５Ｂとの間には、寸法公差等の誤差によって、隙間が生じることが考えられる。変速部５２では、負荷が増加するに伴い遊星回転部材５５と従動回転部材６４との接触圧が増加し、略真円形状であった従動回転部材６４は、図８に示すように、全ての遊星回転部材５５に接触するように略楕円形状に弾性変形することになる。すなわち、遊星回転部材５５が等間隔に５個配置されているため、略真円形状であった従動回転部材６４は、バランスの良い３点当たりで遊星回転部材５５に接触するように自然に弾性変形し、その結果、残りの２個の遊星回転部材５５にも接触することになる。これにより、寸法公差等の誤差があったとしても、遊星回転部材５５が従動回転部材６４に５点で接触するため、高い伝達効率を得られる。
【００５７】
以上説明したように、本発明を適用した第１の実施の形態によれば、ドライブ側伝達部材５３及びドリブン側伝達部材５４にそれぞれ設けられた入力側トルクカム６３及び出力側トルクカム６８が、その回転半径を略等しくなるようにドライブ側伝達部材５３及びドリブン側伝達部材５４の軸支部近傍に配置され、トルク変動に対し、両トルクカム６３，６８が軸支部近傍において略等しい回転半径上で略等しく作用する。これにより、両トルクカム６３，６８の動作に対する遠心力の影響が低減され、車両の加減速に伴うトルクの変動に対して、安定的、かつ、適正なカム推力を発生させることができるため、ドライブ側伝達部材５３及びドリブン側伝達部材５４と遊星回転部材５５との間の摩擦力が適正になり、無段変速機５０の伝達効率を向上できる。また、両トルクカム６３，６８が略等しい回転半径で略同一に作用し、入力側及び出力側で発生する推力の大きさを略均一化でき、トルクの変動に対して、入力側トルクカム６３及び出力側トルクカム６８を略等しく追従させることができるため、無段変速機５０の伝達効率を向上できる。
【００５８】
また、入力側トルクカム６３及び出力側トルクカム６８はボール８５，３３を対向するカム溝８４，８３、及び、カム溝３１，３２で挟む構造で構成され、少なくとも一方のカム溝８４，３１をボール８５，３３の半径よりも大きい曲率半径を有するＲ溝でボール８５，３３に１点で接触する形状としたため、入力側トルクカム６３及び出力側トルクカム６８の作動時に、ボール８５，３３がＲ溝に沿うように滑らかに移動することになる。これにより、ボール８５，３３の挙動及びトルクカム６３，６８が発生させる推力Ｆ１，Ｆ２の変化が滑らかになるため、トルクカム６３，６８の急な動作に起因するトルクの変動を低減でき、無段変速機５０の伝達効率を向上できる。
【００５９】
また、高速側のトルクカムである入力側トルクカム６３におけるドライブフェース側のカム溝８４をＲ溝とし、高速回転する部材の入力側がＲ溝であるため、ボール８５の振動に起因するトルク変動を効果的に低減でき、無段変速機５０の伝達効率を向上できる。
さらに、ボール８５をガイドするリテイナー８６によってボール８５の動きが安定し、トルクの変動が低減されるため、無段変速機５０の伝達効率を向上できる。
【００６０】
また、ドライブ側伝達部材５３及びドリブン側伝達部材５４の両方にトルクカム６３，６８が設けられたことにより、部品を組み立てた際の寸法のバラツキが生じ易くなるが、変速機軸５１に対してドライブ側伝達部材５３とドリブン側伝達部材５４との間隔がシム７６により調整され、軸方向のガタをシム７６によって低減できるため、軸方向のガタによって生じるトルクの変動を低減でき、無段変速機５０の伝達効率を向上できる。
また、給油穴４４から給油される潤滑オイルによって入力側トルクカム６３を効果的に潤滑できるため、入力側トルクカム６３の適正なカム推力が得られ、無段変速機５０の伝達効率を向上できる。
【００６１】
なお、上記第１の実施の形態は本発明を適用した一態様を示すものであって、本発明は上記第１の実施の形態に限定されるものではない。
上記第１の実施の形態では、入力側トルクカム６３及び出力側トルクカム６８において、少なくとも一方のカム溝８４，３１がＲ溝で構成されるものとして説明したが、本発明はこれに限定されるものではなく、カム溝８３，３２もＲ溝で構成しても良い。或いは、カム溝８４，３１をＶ字溝とし、カム溝８３，３２のみをＲ溝で構成しても良い。
また、上記第１の実施の形態では、Ｒ溝は、曲面部８４Ａを底部に備えた溝であるものとして説明したが、これに限らず、例えば、Ｒ溝は、略Ｖ字状の溝において、両斜面部を曲面状の曲面部とし、平面状の底部をこの曲面部に滑らかに連続させて形成されたものでも良い。
また、上記第１の実施の形態では、調整機構として隙間嵌合を例に挙げて説明したが、本発明はこれに限定されるものではなく、例えば、遊星支持軸５７を偏心軸で構成することで調整機構を設けても良い。
また、上記第１の実施の形態では、遊星回転部材５５は、変速機軸５１の周方向に等間隔に５個が並べて設けられるものとして説明したが、これに限らず、遊星回転部材５５は複数個が周方向に等間隔に並べて設けられれば良い。特に、遊星回転部材５５を５個以上設けることで、バランスの良い３点接触の状態を得ることができる。
【００６２】
［第２の実施の形態］
以下、図９を参照して、本発明を適用した第２の実施の形態について説明する。この第２の実施の形態において、上記第１の実施の形態と同様に構成される部分については、同符号を付して説明を省略する。
第２の実施の形態では、ドリブン側伝達部材２５４（ドリブンフェース）の一部構成が、第１の実施の形態のドリブン側伝達部材５４と異なっている。
【００６３】
図９は、第２の実施の形態における変速部５２の拡大図である。
ドリブン側伝達部材２５４は、椀状の従動回転部材２６４と、被動歯車２６Ａに噛み合う出力歯車部２６５とを有している。
出力歯車部２６５は軸方向に延在しており、ドリブン側伝達部材２５４側の一端に小径の段部２６５Ａを有し、段部２６５Ａの内周面に設けられるニードルベアリング６６と、他端に設けられるアンギュラーコンタクトベアリング６７とを介して変速機軸５１に対して相対回転可能に設けられている。
従動回転部材２６４は、段部２６５Ａの外周面に嵌合する円板部２７０と円板部２７０からドライブ側伝達部材５３側へ延びる円筒状の筒部２７１とを有している。
従動回転部材２６４と出力歯車部２６５とは、従動回転部材２６４と出力歯車部２６５との間に設けられる出力側トルクカム２６８（調圧カム、ドリブン側の調圧カム）によって連結され、一体に回転する。従動回転部材２６４は、皿ばね２７４によって常にドライブ側伝達部材５３側に押し付けられている。
【００６４】
出力歯車部２６５には、円板部２７０の軸方向の端面２７０Ａに対向する対向面２６５Ｂが段部２６５Ａに連続して形成されている。
出力側トルクカム２６８は、端面２７０Ａに設けられたカム溝２３１と、対向面２６５Ｂに設けられたカム溝２３２との間にボール２３３が狭持されて構成されている。カム溝２３１はＲ溝であり、カム溝２３２はＶ字溝である。出力側トルクカム２６８にトルクが作用すると、このトルクの大きさに応じて軸方向の推力Ｆ２が発生する。
【００６５】
第２の実施の形態では、ドライブ側伝達部材５３及びドリブン側伝達部材２５４にそれぞれ設けられた入力側トルクカム６３及び出力側トルクカム２６８が、その回転半径を略等しくなるようにドライブ側伝達部材５３及びドリブン側伝達部材２５４の軸支部近傍に配置されているため、トルク変動に対し、両トルクカム６３，２６８が軸支部近傍において略等しい回転半径上で略等しく作用する。これにより、両トルクカム６３，２６８の動作に対する遠心力の影響が低減され、車両の加減速に伴うトルクの変動に対して、適正なカム推力を発生させることができるため、ドライブ側伝達部材５３及びドリブン側伝達部材２５４と遊星回転部材５５との間の摩擦力が適正になり、無段変速機５０の伝達効率を向上できる。
【００６６】
［第３の実施の形態］
以下、図１０〜図１３を参照して、本発明を適用した第３の実施の形態について説明する。第３の実施の形態は、上記第２の実施の形態のドライブ側伝達部材５３の構造を変更したものであり、この第３の実施の形態において、上記第２の実施の形態と同様に構成される部分については、同符号を付して説明を省略する。
【００６７】
図１０は、第３の実施の形態における変速部３５２の拡大図である。
変速部３５２は、変速機軸５１と一体に回転するドライブ側伝達部材３５３と、ドリブン側伝達部材２５４と、ドライブ側伝達部材３５３とドリブン側伝達部材２５４との間に設けられる複数の遊星回転部材５５と、遊星キャリアー５６と、複数の遊星支持軸５７とを備えて構成される。
【００６８】
ドライブ側伝達部材３５３は、変速機軸５１の外周面から径方向に突出する円板状受け部３６０と、変速機軸５１に回転可能に嵌合されるリング状の駆動回転部材３６１とを有している。円板状受け部３６０と駆動回転部材３６１とは、円板状受け部３６０と駆動回転部材３６１との間に設けられる入力側トルクカム３６３（調圧カム、ドライブ側の調圧カム）によって連結され、一体に回転する。駆動回転部材３６１の外周面には、遊星回転部材５５の第１テーパ面５５Ａに接触する摩擦接触面３６１Ａが形成されている。
変速機軸５１において、入力歯車２５側からドライブ側伝達部材３５３近傍までの部分は、クランク軸１２から動力が入力される入力軸部５１Ａとして機能する。
【００６９】
図１１は、図１０において入力側トルクカム３６３を変速機軸５１に直交するＺ方向から見た拡大断面図である。
図１０及び図１１に示すように、円板状受け部３６０は、変速機軸５１に直交する端面３６０Ａを有し、端面３６０Ａには、Ｖ字状に形成されたカム溝３８３が形成されている。駆動回転部材３６１は、端面３６０Ａに対向する対向面３６１Ｂを有し、対向面３６１Ｂには、端面３６０Ａ側に突出するカム山３８５が形成されている。カム溝３８３及びカム山３８５は、端面３６０Ａ及び対向面３６１Ｂの周方向に略等間隔（本実施の形態では９０°間隔）をあけて円環状の並びとなるように複数並べて配置されている。入力側トルクカム３６３は、各カム溝３８３に各カム山３８５が係合することで構成されている。
【００７０】
カム山３８５は、断面円弧状の凸状曲面部３８５Ａ（カム山の凸部）を先端部に有するカム山であり、凸状曲面部３８５Ａがカム山３８５内で摺動する。
カム溝３８３は、カム山３８５の凸状曲面部３８５Ａの曲率半径よりも大きい曲率半径を有する底部曲面部３８３Ａ（カム溝の底部）を底部に備えたＲ溝であり、カム山３８５は底部曲面部３８３Ａに底付き可能である。また、カム溝３８３は、底部曲面部３８３Ａと、底部曲面部３８３Ａと端面３６０Ａとを繋ぐ直線状に延びる２つの平面部３８３Ｂ，３８３Ｂとを有している。
入力側トルクカム３６３にほとんどトルクが作用していない状態では、凸状曲面部３８５Ａは、底部曲面部３８３Ａに１点で接触しており、トルクが増加すると移動して凸状曲面部３８５Ａ及び平面部３８３Ｂ上を摺動する。入力側トルクカム３６３は、カム山３８５が底部曲面部３８３Ａに底付きしている状態であっても、端面３６０Ａと対向面３６１Ｂとの間に隙間が空くように設定されている。
【００７１】
入力側トルクカム３６３に回転力が作用すると、円板状受け部３６０と駆動回転部材３６１との間で相対回転が生じ、円板状受け部３６０と駆動回転部材３６１との相対位置は、カム溝３８３とカム山３８５との接触によって規制され、駆動回転部材３６１は、カム山３８５を介して円板状受け部３６０の回転動力を受けて回転する。この状態では、カム溝３８３とカム山３８５との接触点では、駆動回転部材３６１を回転させるトルクＴ３、及び、トルクＴ３の大きさに応じて発生する軸方向の推力Ｆ３が生じている。この推力Ｆ３によって、駆動回転部材３６１及び円板状受け部３６０は軸方向に変形するようにしてわずかに変位し、駆動回転部材３６１が遊星回転部材５５に押し付けられるとともに、遊星回転部材５５がドリブン側伝達部材２５４に押し付けられるため、摩擦接触面３６１Ａと第１テーパ面５５Ａとの間の接触圧、及び、摩擦接触面７１Ａと第２テーパ面５５Ｂとの間の接触圧を十分に確保できる。
【００７２】
カム溝３８３では、カム山３８５は、底部曲面部３８３Ａの中央に１点接触で底付いた状態（図１１の２点鎖線）から、凸状曲面部３８５Ａの曲率半径よりも大きい曲率半径を有する底部曲面部３８３Ａに沿って滑り、滑らかに移動するため、底部曲面部３８３Ａの部分では推力Ｆ３の増加が緩やかになる。このため、入力側トルクカム３６３では、トルク変動に対する推力Ｆ３の変動が緩和され、トルクハンチングを抑制できる。また、カム山３８５が底部曲面部３８３Ａに底付き可能であるため、軸方向の推力による入力側トルクカム３６３及び出力側トルクカム２６８の双方の弾性変形を低減でき、トルクハンチングを抑制できる。
【００７３】
図１２は、トルクハンチングの発生条件を示す図である。
図１２では、変速機軸５１に入力される入力トルクに対する入力側トルクカム３６３及び出力側トルクカム２６８の軸方向の推力が示されており、横軸に変速機軸５１の入力トルクが示され、縦軸に軸方向の推力が示されている。
詳細には、図１２では、入力側トルクカム３６３の推力Ｆ３と共に、変速比に応じて変化する出力側トルクカム２６８の推力が示され、出力側トルクカム２６８の推力Ｆ２（図１０参照）としては、ロー変速比の際の推力ＦＬ、トップ変速比の際の推力ＦＴ、及び、ロー変速比とトップ変速比との間の変速比の推力ＦＭが示されている。ここで、推力ＦＬ，ＦＭ，ＦＴは、それぞれ異なる変速比における出力側トルクカム２６８の推力Ｆ２であるため、以下の説明では、推力ＦＬ，ＦＭ，ＦＴを推力Ｆ２と呼ぶことがある。
【００７４】
入力側トルクカム３６３では、推力Ｆ３は変速機軸５１の入力トルクの増加に比例して増加している。
ロー変速比の際の推力ＦＬは、変速機軸５１の入力トルクの全域において、入力側トルクカム３６３の推力Ｆ３よりも大きくなっている。
トップ変速比の際の推力ＦＴを示す直線は、変速機軸５１の入力トルクが低トルク域にある所定トルクＸ１において、推力Ｆ３を示す直線に交差している。トップ変速比の際の推力ＦＴは、所定トルクＸ１より小さい入力トルク域では推力Ｆ３よりも大きいが、所定トルクＸ１よりも大きいトルク域では、推力Ｆ３よりも小さくなっている。
ロー変速比とトップ変速比との間の変速比の推力ＦＭを示す直線は、変速機軸５１の入力トルクが高トルク域にある所定トルクＸ２において、推力Ｆ３を示す直線に交差している。推力ＦＭは、所定トルクＸ２までは推力Ｆ３よりも大きいが、所定トルクＸ２よりも大きいトルク域では、推力Ｆ３よりも小さくなっている。
【００７５】
すなわち、無段変速機５０においては、ロー変速比側では、出力側トルクカム２６８の推力は、入力側トルクカム３６３の推力を常に上回っているが、トップ変速比側では、出力側トルクカム２６８の推力は、入力側トルクカム３６３の推力よりも下回ることになる。詳細には、所定トルクＸ１及び所定トルクＸ２は、出力側トルクカム２６８の推力と入力側トルクカム３６３の推力との大小が切り替わる切り替わりポイントである。この切り替わりポイントは、所定トルクＸ１と所定トルクＸ２との間の推力Ｆ３の直線上に連続して存在していることになる。
【００７６】
図１３は、トルクハンチングによる変位量Ｄを示す図である。図１３の一方の縦軸には、入力側トルクカム３６３の出力軸部５１Ｂ側への変位量Ｄが示されている。
図１０を参照し、入力側トルクカム３６３の推力Ｆ３と出力側トルクカム２６８の推力Ｆ２とは、互いに対向する方向に作用しているが、上記切り替わりポイントでは、推力Ｆ３と推力Ｆ２との大小関係が変化する。具体的には、例えば、ロー変速比側で運転している状態では、推力ＦＬで示すように、出力側トルクカム２６８の推力Ｆ２が推力Ｆ３よりも常に大きいため、入力側トルクカム３６３は、出力側トルクカム２６８によって押圧されており、寸法公差によるクリアランスや弾性変形の分だけ入力軸部５１Ａ側に寄っている。そして、入力側の推力Ｆ３が出力側の推力Ｆ２の大きさに近づくに伴って入力側トルクカム３６３の出力軸部５１Ｂ側への変位量Ｄは徐々に増加し、トップ変速段に変速した際に切り替わりポイントである所定トルクＸ１に達すると、推力Ｆ３が推力Ｆ２（推力ＦＴ）よりも大きくなり、入力側トルクカム３６３は出力側トルクカム２６８を押圧して移動させ、寸法公差によるクリアランスや弾性変形の分だけ出力軸部５１Ｂ側へ一度に変位する。この切り替わりポイントの近傍でトルクが変動すると、推力Ｆ３及び推力Ｆ２の大小関係が交互に入れ替わることになり、トルクハンチングが生じ易くなる。高トルク領域では、変速機軸５１の入力トルクの増加に比例して、変位量Ｄも増加する。
【００７７】
本第３の実施の形態では、図１０及び図１１に示すように、入力側トルクカム３６３にカム山３８５が滑る滑りカムを用い、出力側トルクカム２６８にボール２３３が転がる転がりカムを用いたため、入力側トルクカム３６３の方が出力側トルクカム２６８よりも、回転に対する摩擦力（摩擦抵抗）が大きくなっている。
これにより、出力側トルクカム２６８の動きに対して入力側トルクカム３６３の動きが低下し、トルク変動に対してドライブ側の調圧カムの動きが減衰されるため、入力側トルクカム３６３の変動を抑えることができ、トルクハンチングの発生を抑制できる。このため、変速機軸５１への入出力トルクの変動に対して適正なカム推力を発生させて無段変速機５０の伝達効率を向上できる。
【００７８】
以上説明したように、本発明を適用した第３の実施の形態によれば、入力側トルクカム３６３及び出力側トルクカム２６８を略等しい回転半径上で略等しく作用するように設け、出力側トルクカム２６８の動きに対して入力側トルクカム３６３の動きが低下するように、出力側トルクカム２６８及び入力側トルクカム３６３の回転力に対する摩擦力に差を設けたため、入力側トルクカム３６３の動作を減衰できる。このため、変速機軸５１への入出力トルクの変動に対して適正なカム推力を発生させて無段変速機５０の伝達効率を向上できる。また、伝達効率が向上するため、変速比Ｒの幅を、より高速側に拡大できる。
【００７９】
また、出力側トルクカム２６８は転がりカムであり、入力側トルクカム３６３は滑りカムであるため、入力側トルクカム３６３の動きが低下するように出力側トルクカム２６８及び入力側トルクカム３６３の回転力に対する摩擦力に差を設けることができる。このため、変速機軸５１への入出力トルクの変動に対して適正なカム推力を発生させて無段変速機５０の伝達効率を向上できる。
また、入力側トルクカム３６３のカム溝３８３の底部の曲率半径がカム山３８５の凸状曲面部３８５Ａの曲率半径に対して大きく、カム山３８５がカム溝３８３に対して滑らかに滑ることができるため、入力側トルクカム３６３が安定して動作する。このため、変速機軸５１への入出力トルクの変動に対して適正なカム推力を発生させて無段変速機５０の伝達効率を向上できる。
【００８０】
［第４の実施の形態］
以下、図１４を参照して、本発明を適用した第４の実施の形態について説明する。第４の実施の形態は、上記第３の実施の形態の入力側トルクカム３６３の構造を変更したものであり、この第４の実施の形態において、上記第３の実施の形態と同様に構成される部分については、同符号を付して説明を省略する。
【００８１】
図１４は、第４の実施の形態の入力側トルクカム４６３を示す断面図である。
入力側トルクカム４６３では、カム山３８５は円板状受け部４６０の端面４６０Ａに形成されたＶ字状のカム溝４８３に係合する。カム溝４８３は、Ｖ字を構成する２つの平面４８３Ａ，４８３Ａを有し、カム溝４８３の底部４８３Ｂは、凸状曲面部３８５Ａの曲率半径よりも小さい曲率半径の曲面状に形成されている。カム山３８５がカム溝４８３の底に位置する状態では、凸状曲面部３８５Ａは平面４８３Ａ，４８３Ａに２点で接触し、凸状曲面部３８５Ａと底部４８３Ｂとの間には隙間が形成される。第４の実施の形態では、カム山３８５がカム溝４８３の底から移動を開始する際には、曲面部ではなく平面４８３Ａに沿って摺動するため、駆動回転部材３６１と円板状受け部４６０との相対回転に対する摩擦力が高くなっている。このため、カム山３８５の移動を抑制してトルクハンチングを低減でき、無段変速機５０の伝達効率を向上できる。
【符号の説明】
【００８２】
３１，８４，２３１  カム溝（Ｒ溝）
３２，８３，２３２  カム溝（Ｖ字溝）
３３，８５，２３３  ボール
４４  給油穴
５０  無段変速機（車両用無段変速機）
５１  変速機軸（回転軸）
５１Ａ  入力軸部（入力軸）
５１Ｂ  出力軸部（出力軸）
５３  ドライブ側伝達部材（ドライブフェース）
５４，２５４  ドリブン側伝達部材（ドリブンフェース）
５５  遊星回転部材
５６  遊星キャリアー
６３  入力側トルクカム（調圧カム、高速側カム）
６８，２６８  出力側トルクカム（調圧カム）
７６  シム
８６  リテイナー
２６８  出力側トルクカム（調圧カム、ドリブン側の調圧カム）
３５３  ドライブ側伝達部材
３６３  入力側トルクカム（調圧カム、ドライブ側の調圧カム）
３８３  カム溝
３８５  カム山
３８３Ａ  底部曲面部（カム溝の底部）
３８５Ａ  凸状曲面部（カム山の凸部）
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
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【図８】
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【図９】
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【図１０】
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【図１１】
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【図１２】
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【図１３】
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【図１４】
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